【毕业论文】AMT自动变速器离合器执行机构设计【2014年汽车机械专业答辩资料】

AMT 自动变速器离合器执行机构设计 摘 要 机械自动变速器（ AMT）与液力自动变速器（ AT）相比，具有结构简单、体积小、成本低等优点；与传统的机械变速器（ MT）相比有能耗低、反应快等优点；是一种具有广阔前景的产品。 本文主要是 AMT 离合器执行机构的机械结构设计。 首先介绍了 AMT 的原理和发展情况。接着，根据原有离合器的结构和要求，提出了三种可行的设计方案：齿轮 螺旋传动、蜗杆传动和谐波减速传动。通过比较，选择较有优势的蜗杆传动方案作为设计的总体方案。然后计算相关参数，选取直流电机、传感器等。最 后对总体结构和零部件进行详细设计，完成总体装配。 此自动离合器执行机构设计具有结构简单，紧凑，加工方便，价格低廉等特点。 关键词 ： 执行机构， AMT，离合器 DESIGN OF AMT CLUTCH ACTUATING MECHANISM ABSTRACT In comparison with hydraulic Automatic Transmission(AT), Automatic Mechanical Transmission(AMT) has advantages of simple structure, much lower cost and smaller size. Mean while it possesses characteristics of lower oil consumption and rapid response, superior than the traditional manual transmission(MT). And so it is a kind of promising product. In the dissertation, much effort has been made on the mechanical structure design of clutch actuating mechanism. First, introduce the principle and development of AMT. And next, three feasible designs are proposed according to the structure and requirement of the clutch. Those are gear-screw-driven, worm-driven, and Harmonic-driven. By comparison, the more competitive design was the worm-driven, which was determined as the last design of the clutch. Following, calculating and selecting DC-motor, sensor etc. The last, to design the overall structure and parts in detail., to complete the final assembly. The design of the clutch actuating mechanism has the characters of simple-structure, compaction, simple-machining, low-price, and so on. KEY WORDS： actuating mechanism AMT clutch 目 录 第 1 章 绪论 . 1 1.1 AMT 自动变速技术的发展与趋势 . 2 1.1.1 AMT 的控制原理 . 2 1.1.2 AMT 自动变速系统发展 . 3 1.2 自动离合器的研究与开发现状 . 4 1.2.1 自动离合器的构成和基本原理 . 4 1.2.2 自动离合器研究的重点问题 . 5 1.3 本文研究的主要内容 . 6 第 2 章 总体方案确定 . 8 2.1 离合器执行机构设计要求 . 8 2.1.1 离合器执行机构设计参数要求 . 8 2.1.2 离合器终端传动要求 . 9 2.2 离合器执行机构传动方案及其初步计算 . 10 2.2.1 方案一：齿轮 螺旋传动 . 10 2.2.2 方案二：蜗杆传动 . 13 2.2.2 方案三：谐波减速器传动 . 15 2.3 方案的确定 . 17 第 3 章 计算及设计 . 19 3.1 前离合器执行机构设计计算 . 19 3.1.1 总体计算 . 19 3.1.2 电机的选择 . 20 3.1.3 蜗杆涡轮设计 . 22 3.1.4 涡轮轴的设计 . 28 3.1.5 曲柄 . 28 3.1.6 执行杆 . 29 3.1.7 轴承的选择 . 30 3.1.8 传感器选择 . 31 3.2 后离合器执行机构设计计算 . 32 3.2.1 总体计算 . 32 3.2.2 电机的选择 . 34 3.2.3 蜗杆涡轮设计 . 35 3.2.4 其他 . 38 第 4 章 结构设计 . 39 4.1 电机 蜗杆结构 . 39 4.2 涡轮及涡轮轴 . 40 4.3 箱体及箱盖 . 40 4.4 曲柄 执行杆 . 41 第 5 章 全文结论 . 43 5.1 总结 . 43 5.2 展望 . 43 参 考 文 献 . 44 致 谢 . 46 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 1 全套资料带 CAD 图，扣扣联系 414951605 第 1 章 绪 论 自从 德国 工程师 卡尔 奔驰 （ KralBenz） 发明汽车开始，在人类的不断追求汽车先进性能和功能下，汽车技术不断向前发展着。进入 80 年代以后，随着电子技术和计算机技术的使用和普及，先进电子技术在汽车上的使用极大地提高了汽车的动力性、经济性、舒适性和 方便性，因而在汽车上得到了日益广泛的应用。现在的汽车正在逐步电子化、自动化。汽车变速器的作用是传递动力，并在动力的传递过程中改变传动比，以调节或变换发动机的特性，同时通过变速来适应不同的驾驶要求。汽车变速系统整体上是由手动换档向自动换档变速发展，尤其是高速发展的计算机技术应用于换档变速系统，使汽车自动变速技术得到了充分的发展，其理论与设计水平也达到了相对的完善。 采用自动变速器，实现自动换挡，不但可以使汽车的驾驶变得更简单、省力，而且可以有效的提高汽车的舒适性、安全性并降低排放，因而长期以来，这一直是人们努 力的目标。随着电子控制技术的发展，电控自动变2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 2 速器的性能不断完善，价格不断降低，在汽车上的应用日益广泛。现在，城市客车和公共汽车上自动变速器的装车率，美国是 100%，欧洲发达国家也在 90%以上；在轿车上，日本中高级轿车上装用自动变速器的车辆比例超过了 80%，美国则一直在 90%以上 【 1】 。就我国汽车行业现状而言，汽车厂家生产的轿车和客车大多数是手动操纵，与当今汽车发展潮流极不相称。随着人民生活水平的提高，轿车的需求量将会大幅度增加，为了满足家庭非职业驾驶者的需求，对自动化变速车辆的需求也会有很大的提高。由于电子 、计算机技术的发展，高档轿车生产成本降低，轿车正以加速的步伐进入我国普通家庭。在此情况下，立足国内自主开发自动或半自动变速车辆都具有重大社会意义和经济效益。 1.1 AMT 自动变速技术的发展与趋势 1.1.1 AMT 的控制原理 AMT 保持原有的机械变速器结构不变，通过加装微机控制的自动操纵机构，取代原来由驾驶员人工完成的离合器分离、接合、换档以及发动机相应同步调节等操作，最终实现换档全过程序列操纵的自动化。最为典型的 AMT 是 1984 年五十铃公司生产的 NAVI-5【 1】 。其基本工作原理如图 1-1所示。由图可见 ， AMT 由电子控制单元（ ECU）通过执行机构分别控制发动机、离合器和变速器。自动离合器执行机构、自动换档执行机构和自动油门调节机构相互独立。 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 3 图 1-1 NAVI-5 的整体控制策略 【 2】 驾驶员通过加速踏板和操纵杆向电子控制单元（ ECU）传递控制信号；电子控制单元采集发动机转速传感器、车速传感器等信号，时刻掌握着车辆的行驶状态；电子控制单元（ ECU）根据这些信号按存储于其中的最佳程序（最佳换档规律、离合器最佳接合规律、发动机油门自适应调节规律等），对发动机供油、离合器的分离与接合、变速器换档三者的动作 与时序实现最佳匹配，从而获得优良的燃油经济性与动力性能以及平稳起步与迅速换档的能力，以达到驾驶员所期望的结果。 1.1.2 AMT 自动变速系统发展 AMT 的发展大致可分为以下三个阶段 【 3】 。 （ 1） .半自动 AMT 阶段，即 SAMT 阶段（ 1975 1984） Fichtel&Sachs 公司的 Saxomat 便是基于这一思想的较为成熟的 AMT产品。该装置利用电子技术控制干摩擦离合器，当发动机转速低于一个确定值时控制离合器分离；当驾驶员踩下油门时重新接合离合器。同时在换档手柄上安装开关传感器，确保驾驶员换档时分离和接 合离合器。瑞典Scania 的 CAG 系统，德国 Daimler-Benz 公司的 EPS 系统，美国的 SMAT系统等均为这种形式 【 4】 。但由于受当时电子技术水平的限制其效果并不理2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 4 想。车辆起步时易使发动机熄火和失速，仍然存在接合冲击，分离滞后等缺陷。 （ 2） .全自动 AMT 阶段（ 1984 1990）。 从 80 年代中期开始，人们从技术角度上考虑如何实现对离合器的自动控制。其标志是 1984 年 ISUZU 投放于市场的 NAVAI-5 电控机械式自动变速器。它采用了计算机控制系统微机，主要完成起步与换档时离合器及档位的控制。它弥补了 AT 价格高、结构复杂的缺陷，提供廉价的全自动变速器产品。随后日本的 Nissan、美国的 FordEaton 等公司均开展此方面的研究，其整体结构都与 NAVAI-5 相似 【 5】【 6】 。但是该时期的产品本身仍存在着明显的缺点：如换档规律仍不完善，在坡道弯道等特殊道路条件下出现频繁和意外的换档现象；离合器的控制也不完美，造成车辆起步与换档时的冲击现象，舒适性很差。 （ 3） .智能化 IAMT 阶段（ 1990 至今） 换档规律和车辆起步时离合器的控制问题都受外界环境、驾驶员的主观愿望和车辆客观运行状态的影响。国内外都采用智能方法 进行此方面的研究，智能化 IAMT 在复杂多变的外界条件下使车辆的换档和起步性能有进一步的提高。设计重量轻、体积小、成本低、结构简单、便于维修和拆装的执行机构，实施精度高、响应快、鲁棒形强的控制策略是今后离合器自动操纵的发展方向。 1.2 自动离合器的研究与开发现状 1.2.1 自动离合器的构成和基本原理 离合器作为传动系中的一个重要环节，它起着传递或者中断动力的作用。对于装有传统的机械式变速箱（ MT）的汽车，驾驶员在汽车起步或者换档时需踩下离合器踏板，然后再慢慢松开踏板，完成离合器的接合过程。为了减轻驾驶员的劳 动强度，自动离合器应运而生。传统意义上的自动离合器只对离合器的分离与接合过程进行控制，如果同时对油门开度以及换档操纵进行控制，就构成一个完整的 AMT 了。 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 5 图 1-2 离合器控制组成原理 【 7】 自动离合器工作原理如图 1-2 所示。离合器控制器 ECU 实时监控各传感器的状态，当换档手柄开关按下时， ECU 立刻发出信号驱动电机执行机构，实现离合器快速分离，并根据离合器位移传感器的信号确定离合器的位置；松开换档手柄， ECU 根据发动机转速、车速以及油门开度等信号进行判断，按照一定的控制策略实现离合器的快速而平稳的接合。自 动离合器主要由传感器信号采集、 ECU 逻辑判断及执行机构动作三个部分组成。根据执行机构的不同主要分为气动、液压和电机三种。 1.2.2 自动离合器研究的重点问题 起步控制一直是困扰自动离合器的难题，也是 AMT 自动变速的性能比AT 差的主要原因。首先，控制系统的可靠性要求离合器与发动机相互协调和配合，以避免因发动机异常熄火导致起步失败，否则将成为交通事故的重大隐患；其次，控制系统对环境要有自适应性，这些环境包括：通过红绿灯、进出车库、坡道起步、冰雪路面起步等；再次，控制系统要能够满足不同驾驶员的主观愿望，如平稳起步 愿望、急起步愿望等。由于离合器工作过程的动力学模型本身存在变结构非线性、时变和滞后等特性，而且2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 6 离合器接合过程存在互相矛盾的评价指标，既要起步平稳又要减少磨损 【 8】 。所有这些都使得离合器控制问题复杂化。 1.3 本文研究的主要内容 AMT 是在原有的机械式手动变速器结构不变的情况下，通过加装微机控制的自动操纵机构，取代原来由驾驶员人工完成的离合器分离、接合、换档以及发动机相应同步调节等操作，最终实现换档全过程操纵的自动化。它既具有 AT 自动变速的优点，又保留 MT 传动效率高、成本低、结构简单、容易制造的长处。特别是在 当前电子技术比较成熟的情况下，如果能够较好的解决 AMT 自控系统的技术问题，使其性能与 AT 相当，则可以取代 AT，具有相当广阔的市场前景。因此，要研究 AMT，最重要的就是研究自动离合器。本文的工作仅为自动离合器执行机构的设计。 毕业设计要求：开发 AMT 项目中的离合器执行机构。 内容要求：在现有传统手动变速器的基础上，不改动 160 变速箱内部结构，只改动离合器操纵机构，设计离合器执行机构，设计机构满足设计要求与技术指标，具体设计要求与技术指标见 AMT 机械执行机构设计要求与验收标准。 技术方法与路线： AMT 采用四 电机方案，即执行选档、换档、前后离合器分离与结合四个电机，电机通过选档、换档、前后离合器执行机构实现选档、换档、离合器分离与接合。 毕业设计的基本思路是：首先了解自动变速器特别是 AMT 技术的发展与趋势，然后基于原离合器提出几种可行 AMT 自动离合器执行机构的方案，进而通过对比确定其中的一种方案作为最终设计方案。其主要工作是对选定方案的结构设计，绘制装配图和零件图。 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 7 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 8 第 2 章 总体方案确定 前、后离合器执行机构都是在原离合器上改装的，其传动方式相同，结构相似。即通过电机提供动力源，经过减 速传动装置，同时把回转运动转化为直线运动，推动离合器总泵杆，把压力传至分泵，最终把力和运动传到离合器的分离叉和分离轴承，实现离合器的分离与结合。 2.1 离合器执行机构设计要求 2.1.1 离合器执行机构设计参数要求 离合器执行机构是用来实现离合器分离与接合的动力提供装置，为了保证离合器的正常、持久地工作，需要满足如下的要求： （ 1）执行时间要求，在电控部分符合要求情况下，各执行机构要保证如下执行时间要求：前离合器： 0.4 秒；后离合器： 0.4 秒。 （ 2）行程要求：前离合器总泵推杆行程为 35mm，后离合器总泵 推杆行程为 30mm。 （ 3）负荷要求：前离合器膜片弹簧分离指处最大分离力为 1310N, 总泵复位弹簧行程为 30mm，弹簧弹性系数为 1.11N/mm。后离合器分离拨叉处最大分离力 875N，总泵复位弹簧行程为 30mm，弹簧弹性系数为1.11N/mm。 （ 4）执行精度要求：前后执行机构动力输出点小于 0.5mm。 （ 5）锁止要求：前后离合器都应具有锁止功能。 （ 6）工作寿命：机械寿命取决于额定负荷条件下滚动轴承和轴承套之间，以及内部涡轮蜗杆的磨损（内部耐久性试验：在额定负荷条件下工作次数大于 20 万次）。其余无限制。 （ 7）防护要求： 1）输出轴与壳体之间应设有防潜水机构。 2）各传动部分俄转轴和套均采用不锈钢材料。 3）防护等级：防潜水。 （ 8）耐腐蚀要求：耐润滑油、耐汽油柴油、耐电解液、盐雾、制动液、防冻液腐蚀。 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 9 2.1.2 离合器终端传动要求 （ 1）离合器液压传动部分结构不做改变，其结构如图 2-1 所示。离合器执行机构推动主泵推杆，推杆压缩液压油，把力传到分泵推杆，分泵推杆使分离叉绕一固定点旋转，拨动分离轴承，实现分离与接合。液压缸的液压由汽车内部的总泵提供。 图 2-1 离合器液压传动部分 （ 2）液压传动传动计算 设分离轴承所需的力为2F，分缸提供的力为1F，执行机构提供给主缸的力为0F；主泵截面直径为0d，分泵截面直径为 1d ；分离叉绕点旋转分为两段。它们之间的力几何关系如下： 2121LFFL 110FFAA 220 20 1 1 21 1 11A LddF F F FA d L d 其中210.5LL ，210.6dd 则20.3FF 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 10 即得出执行机构末端所需的力为分离轴承所需力的 0.3 倍。 2.2 离合器执行机构传动方案及其初步计算 为了实现主泵推杆的直线运动，对其执行机构提出了三种传动方案，并进行了简单的计算，以便比较、选取最佳传动方案。 2.2.1 方案一：齿轮 螺旋传动 该方案是电机把动力 传给齿轮，经过一级齿轮减速，动力传给螺杆，螺旋传动把螺杆的回转运动转化为螺母的直线运动。采用连杆与螺母固接方式，最终连杆推动总泵推杆运动，如图 2-2。螺旋运动采用滑动螺旋，作用是将旋转运动转化为直线运动，同时进行能量和力的传递。 图 2-2 齿轮 螺旋传动方案 (1)简单计算 由于前、后离合器执行机构传动方式相同，这里的计算按照后离合器执行机构的参数计算。 总泵推力： 20 . 3 0 . 3 8 7 5 2 6 2 . 5F F N N 泵 取 300FN泵 总泵推杆的速度： 30 7 5 / 4 . 5 / m i n0 . 4mmv m m s ms 泵 总泵推杆所需的功率为： 0 3 0 0 0 . 0 7 5 / 2 2 . 5F N m s WvP 泵泵 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 11 螺母速度： 7 5 / 4 . 5 / m i nm m s mv 0 初选螺杆导程 4L mm ，公称直径 16d mm 螺杆速度： 0 7 5 / 1 8 . 7 5 / 1 8 . 7 5 6 0 1 1 2 5 / m i n4 m m sn r s rL m mv 齿轮 2 速度： 2 1 1 2 5 / m i nnr 螺母所需功率： 00 3 0 0 0 . 0 7 5 2 2 . 5P F v W 后 螺旋传动的效率： 0 0.35 齿轮 2 的功率： 0202 2 . 5 6 4 . 2 8 60 . 3 5P WPW 齿轮 2 的转矩： 2229 . 5 5 0 9 . 5 5 0 6 4 . 2 8 6T 0 . 5 4 6 N m1125n P 齿轮传动效率： 1 0.97 齿轮 1 的功率： 1116 4 . 2 8 6 6 6 . 2 7 40 . 9 7 WPP 取电机的额定转速为： 2 0 0 0 / m i nn r电 机 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 12 齿轮传动比： 2000 1 .7 81125i 齿轮 1 转速： 1 = 2 0 0 0 / m i nn n r 电 机 齿轮 1 的转矩： 1119 . 5 5 0 9 . 5 5 0 6 6 . 2 7 4 0 . 3 1 6 N2000TT n mP 电 机 电机参数选择： 直流无刷电机 功率：略大于 66.276W，选择 70W 或 75W 等， 额定转矩于 0.316Nm 左右， 额定转速 2000r/min 电压： DC 12V 齿轮参数初步计算： 传递功率 P=0.07(kW) 传递转矩 T=0.33(N m) 齿轮 1 转速 n1=2000(r/min) 齿轮 2 转速 n2=1125(r/min) 传动比 i=1.78 模数 Mn=1.25 齿轮 1 齿数 Z1=19 齿轮 2 齿数 Z2=34 齿轮 1 分度圆直径 d1=23.75(mm) 齿轮 2 分度圆直径 d2=42.50(mm) 螺杆导程 4L mm ，公称直径 16d mm 。 (2) 方案特点 一级减速采用齿轮传动，结构紧凑、传动效率高，齿轮加工简单；二2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 13 级减速采用滑动螺旋传动，结构简单、加工方便、价格低廉；当螺纹升角小于摩擦角时，实现自锁；传动平稳；但摩擦阻力大，效率低，仅 0.35；螺纹间有侧向间隙，方向是有空行程，定位精度及轴向刚度较差；磨损快；低速时可能出现爬行等。螺母受推杆的推力，产生力矩，使得螺旋传动不均匀，加速磨损，减短使用寿命，降低传动精度及和响应的快速性。 2.2.2 方案二：蜗杆传动 该方案是电机通过涡轮蜗杆一级减速把动力传给蜗轮轴，然后通过曲柄 连杆把回转运动转化为总泵推杆所需要的直线运动，如图 2-3。 图 2-3 蜗杆传动方案 (1) 初步计算（按后离合器执行机构参数） 方案中使得： A、 B、 C、 D 在同一直线上，则 AB 之间的距离为总泵行程 30mm。 设三角 形 OAB 为等边三角形，则角 AOB 为 60 度。 最大负载出现在 A 和 B 处： m a x300 3 4 6 . 4 2c o s 3 0 c o s 3 0 NFF后 涡轮最大转矩扭矩： m a x m a x 3 4 6 . 4 2 0 . 0 3 0 1 0 . 3 9 3L N mTF 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 14 涡轮转速： 6 0 6 0= = 2 5 r / m i n0 . 4 3 6 0n 涡 轮 涡轮输出功率： m a x 1 0 . 3 9 3 2 5= = = 2 7 . 2 0 6 W9 . 5 5 0 9 . 5 5 0nTP 涡 轮涡 轮 因为选取阿基米德螺线圆柱蜗杆，要实现自锁，则取涡轮蜗杆的传动效率为： =0.4涡 轮 则电机的输出功率为： 2 7 . 2 0 6= = = 6 8 . 0 1 5 W0 . 4PP 涡 轮电 机涡 轮 初设涡轮蜗杆的减速比为： 80i 那么电机的最小转速为： m i n 2 0 0 0 / m i nn r电 机 设电机效率： =0.85电 机 则电机的额定功率为： 4 5 . 3 4= = = 5 3 . 3 4 W0 . 8 5PP 电 机额 定电 机 则电机的转速最小为 : m i nm i n9 . 5 5 0 5 3 . 3 4 9 . 5 5 0= = = 1 . 0 1 N m2000T nP 额 定电 机电 机 （ 2） 方案特点 该方案采用一级蜗杆减速，把电机动力传递到曲柄，然后通过连杆传递给总泵推 杆。涡轮减速能够实现大减速比，而且结构简单、加工方便、2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 15 能够实现自锁。降低了零件数目。 2.2.2 方案三：谐波减速器传动 该方案是把方案二中的蜗杆减速器换成谐波减速器，外部的曲柄连杆机构不变。动力有电机提供，通过谐波减速器减速，传给转盘，然后通过曲柄连接杆传给总泵推杆，如图 2-4。 图 2-4 谐波减速传动 （ 1） 初步计算（按后离合器参数） 总泵推力： 0 . 3 8 7 5 2 6 2 . 5FN 泵 取 F泵=300N 总泵速度： 30 7 5 / 4 . 5 / m i n0 . 4 m m s mv 泵 0 3 0 0 0 . 0 7 5 2 2 . 5FWvP 泵泵 方案中使得： A、 B、 C、 D 在同一直线上，则 AB 之间的距离为总泵行程 30mm。 设三角形 OAB 为等边三角形，则角 AOB 为 60 度。 最大负载出现在 A 和 B 处。 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 16 m a x300 3 4 6 . 4 2c o s 3 0 c o s 3 0 NFF泵 转盘最大转矩扭矩： m a x m a x 3 4 6 . 4 2 0 . 0 3 0 1 0 . 3 9 3L N mTF 转盘转速： 6 0 6 0= = 2 5 r / m i n0 . 4 3 6 0n转 盘 转盘输出功率： m a x 1 0 . 3 9 3 2 5= = = 2 7 . 2 0 6 W9 . 5 5 0 9 . 5 5 0TnP 转 盘转 盘 去谐波减速器的传递效率为： =0.8 谐 波 则谐波减速器的输入功率为： in2 7 . 2 0 6= = = 3 4 . 0 0 7 5 W0 . 8PP转 盘谐 波谐 波 ， 即为电机的输出功率 in= = 3 4 . 0 0 7 5 WPP电 机 谐 波 设电机效率： =0.85电 机 ， 则电机的额定功率为： 3 4 . 0 0 7 5= = = 4 0 . 0 10 . 8 5 WPP 电 机额 定电 机 取谐波减速器的减速比为： i=63 电机的最小转速为： 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 17 m i n i = 2 5 6 3 = 1 5 7 5 / m i nnn r 电 机 转 盘 则电机的转矩最小为 : m i nm i n9 . 5 5 0 1 0 . 0 1 9 . 5 5 0= = = 0 . 2 4 3 N m1575T nP 额 定电 机电 机 谐波减速器输入转矩： ininm i n9 . 5 5 0 3 4 . 0 0 7 5 9 . 5 5 0= = = 0 . 2 0 6 N m = 0 . 0 0 2 0 6 N m1575T nP 谐 波谐 波电 机 谐波减速器选择（如图 2-5，具体参数见机械设计手册 软件版 第三版）： 机型 : 25 柔轮内径 /mm: 25 模数 /mm: 0.2 传动比 i: 63 效率 (%): =80 图 2-5 谐波减速器结构 （ 2）方案特点 该方案采用谐波减速器减速，减速器可以直接采购， 减轻设计任务；但是谐波减速器价格较贵，提高了成本。电机选择 1575r/min，转速较低，价格也稍贵。所以，虽然结构简单，设计周期缩短，但是经济行不好。 2.3 方案的确定 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 18 上述提出了三种方案，第一种方案是采用齿轮螺旋传动，第二种方案是采用蜗杆传动，第三种方案是采用谐波减速传动，各有各的特点。第三种方案相对于前两种方案，传动效率要高出很多，但是经济型差，把减速部分用外购的谐波减速器，对公司来说相当于把减速器外包给其他厂家，不利于利润的提高。第一种方案采用滑动螺旋传动，螺纹间有侧向间隙，方向是有空行程，定位精度 及轴向刚度较差，不容易满足间隙要求。第二种方案效率与第一方案差不多，但是精度较好。当前涡轮蜗杆已经系列化，应用广泛，加工方便，价格低廉，容易实现大批量生产。 综上所述，前、后离合器执行机构采用第二种方案 蜗杆传动。 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 19 第 3 章 计算及设计 前、后离合器执行机构均采用蜗杆 曲柄连杆传动，这一章将进行电机的选择、涡轮蜗杆参数计算、曲柄连杆计算等工作。 3.1 前离合器执行机构设计计算 3.1.1 总体计算 （ 1） 前离合器：总泵推杆行程为 35mm，分离拨叉最大分离力为1310N。 （ 2）根据上述条件设计 及计算功率、扭矩。 前离合器总泵推力： 0 . 3 1 3 1 0 3 9 3FN 泵 取 F泵=400N 方案中使得： A、 B、 C、 D 在同一直线上，则 AB 之间的距离为总泵行程 35mm。最大负载出现在 A 和 B 处。取角 AOB 为 77.42 度（参见图 2-3）。 涡轮转速： 7 7 . 4 2 6 0= = 3 2 . 2 5 8 r / m i n0 . 4 3 6 0n 涡 轮 曲柄的半径为： 35 5 6 . 0s i n ( 7 7 . 4 2 / 2 )l mmr 涡轮提供最大的力为： m a x400 5 1 2 . 6 1c o s 3 8 . 7 1 c o s 3 8 . 7 1 NFF泵 涡轮最大转矩扭矩： 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 20 m a x 5 1 2 . 6 1 0 . 0 5 5 9 7 2 8 . 6 9l NmT F r 涡 轮 出 涡轮输出功率： 2 8 . 6 9 3 2 . 2 5 8= = = 9 6 . 9 1 W9 . 5 5 0 9 . 5 5 0nTP 涡 轮 出 涡 轮涡 轮 出 选取阿基米德螺线圆柱蜗杆，要实现自锁，则传动效率为 =0.4涡取四个轴承效率为 0.99，则总效率为 4= 0 . 4 0 . 9 9 = 0 . 3 8 4 总 则蜗杆的输入功率为： 9 6 . 9 1= = = 2 4 6 . 1 5 W0 . 3 8 4PP 涡 轮 出蜗 杆总 初设涡轮蜗杆的减速比为 62i 蜗杆转速： 1 2000rpmn ； 涡轮转速： 2 3 2 .2 5 8 r p mn 蜗杆转矩： 29 . 5 5 0 2 4 6 . 1 5 9 . 5 5 0= = = 1 . 1 7 5 N m2000T nP 蜗 杆蜗 杆 3.1.2 电机的选择 直流有刷电机寿命太短，仅一两年左右，故无刷电机，并且汽车提供的电压，一般为直流 12V。 根据上述计算，蜗杆的输入功率 246.15W，蜗杆转速 2000r/min，转矩1.175Nm。 电机的选择 80BLM3A80-01-12V-2000R-250W 直流无刷电机。 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 21 电气技术参 数 额定功率： 0.25KW 额定电压： 12VDC 40% 额定电流： 13.5A（不大于） 峰值电流： 22.8A 额定力矩： 1.2 N.M 峰值力矩： 1.85 N.M 额定转速： 2000RPM 空载转速： 2400RPM 空载电流： 0.32A（不大于） 极对数： 8 POLES 绝缘等级 : B 级 常态绝缘电阻： 100 兆欧 绝缘介电强度： AC/1500V/1 分钟，泄漏电流不大于 10mA 防护方式： IP55 冷却方式：机体自冷 出线长度： 0.6 米 温升 50K 机械结构参数（如图 3-1） 安装方 式：法兰安装 出力轴直径： 10mm 电机外径： 80mm*80mm 端面尺寸：见下图 电机高度： 80mm 凸缘支口： 62mm 如图 3-1 电机尺寸 电气接口标准 PA：电枢 A 相 黄粗线 0V： HALL 电源 - 黑细线 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 22 PB：电枢 B 相 绿粗线 SA： HALL A 相 黄细线 PC：电枢 C 相 蓝粗线 SB： HALL B 相 绿细线 5V： HALL 电源 + 红细线 SC： HALL C 相 蓝细线 电机设计及制造标准 GB/T17626.2-1998、 GB/T17626.4-1998、 GB/T17626.5-1999 GJB 1621.6 93 技术设备通用技术条件 设计制造要求 GJB 1621.7 93 技术设备通用技术条件 环境适应性要求 GJB 1621.10 93 技术设备通用技术条件 检验规则 GJB 1621.11 93 技术设备通用技术条件 包装、运输、储存 Q/WQ910.11 97 产品环境适应性试验程序 Q/WQ910.12 97 产品老化和可靠性试验控制程序 3.1.3 蜗杆涡轮设计 （ 1）蜗杆 类型的选择： 蜗杆要实现自锁，低转数、轻载荷，同时要加工方便，价格低廉等。所以选择阿基米德蜗杆，蜗杆头数为 1，右旋，如图 3-2。 图 3-2 阿基米德蜗杆 （ 2）参数计算及其校核 从圆柱蜗杆、涡轮参数的匹配（ GB 10085 85）中选择推荐的参数，选择传动比 62，中心距 50mm，模数 1.25mm，蜗杆头数 1，涡轮齿数 62，能够自锁。具体的参数如下报告： 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 23 传动参数： 蜗杆输入功率： 0.25kW 蜗杆类型：阿基米德蜗杆 (ZA 型 ) 蜗杆转速 n1： 2000r/min 蜗轮转速 n2： 32.258r/min 使用 寿命： 100000 小时 理论传动比： 62 蜗杆头数 z1： 1 蜗轮齿数 z2： 62 实际传动比 i： 62 蜗杆蜗轮材料： 蜗杆材料： 45 蜗杆热处理类型：淬火 蜗轮材料： ZCuZn25Al6Fe3Mn3 蜗轮铸造方法：离心铸造 疲劳接触强度最小安全系数 SHmin； 1.1 弯曲疲劳强度最小安全系数 SFmin； 1.2 转速系数 Zn： 0.817 寿命系数 Zh； 0.793 材料弹性系数 Ze： 157N0.5/mm 蜗轮材料接触疲劳极限应力 Hlim： 550N/mm2 蜗轮材料许用接触应力 H： 324.12N/mm2 蜗轮材料弯曲疲劳极限应力 Flim： 605N/mm2 蜗轮材料许用弯曲应力 F： 504.167N/mm2 蜗轮材料强度计算： 蜗轮轴转矩 T2:55.509N.m 蜗轮轴接触强度要求 :m2d1 37.114mm3 模数 m:1.25mm 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 24 蜗杆分度圆直径 d1:22.4mm 蜗轮材料强度校核： 蜗轮使用环境：平稳 蜗轮载荷分布情况：平稳载荷 蜗轮使用系数 Ka： 1.1 蜗轮动载系数 Kv： 1 蜗轮动载系数 Kv： 1 导程角系数 Y： 0.973 蜗轮齿面接触强度 H:309.187N/mm2，通过接触强度 验算！ 蜗轮齿根弯曲强度 F:70.644N/mm2，通过弯曲强度计算！ 几何尺寸计算结果： 实际中心距 a： 50mm 齿根高系数 ha*:1 齿根高系数 c*:0.2 蜗杆分度圆直径 d1： 22.4mm 蜗杆齿顶圆直径 da1： 24.9mm 蜗杆齿根圆直径 df1： 19.4mm 蜗轮分度圆直径 d2： 77.5mm 蜗轮变位系数 x2： 0.04 法面模数 mn： 1.248mm 蜗轮喉圆直径 da2： 80.1mm 蜗轮齿根圆直径 df2： 74.6mm 蜗轮齿顶圆弧半径 Ra2： 9.95mm 蜗轮齿根圆弧半径 Rf2： 12.7mm 蜗 轮顶圆直径 de2： 82.6mm 蜗杆导程角： 3.194 轴向齿形角 x： 20 法向齿形角 n： 19.971 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 25 蜗杆轴向齿厚 sx1： 1.963mm 蜗杆法向齿厚 sn1： 1.96mm 蜗杆分度圆齿厚 s2： 2mm 蜗杆螺纹长 b1： 18.4mm， 取 30mm 蜗轮齿宽 b2： 18.675mm， 取 15mm 齿面滑动速度 vs： 2.349m/s 蜗杆轴向齿距： Pa1=*1.25=3.925mm 导程： pz=3.925mm （ 3）蜗杆受力分析 对蜗杆和涡轮进行受力分析如图 3-3 所示。当不计摩擦力的影响时，各力可 以按一下公司进行计算，力的单位为 N。 69 .5 5 1 0 PT n 11212taTFF d 21222atTFF d 1 2 2 t a nr r tF F F 12 222c o s c o s c o s c o s c o s c o satn n n nFF TF d ta nta n c o s n 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 26 图 3-3 蜗杆传动的受力分析 式中： Fn 为集中于 P 点的法向载荷，单位 N； Ft1、 Fa1、 Fr1 分别为蜗杆的圆周力、轴向力、径向力 ，单位 N； Ft2、 Fa2、 Fr2 分别为涡轮的圆周力、轴向力、径向力，单位 N； T1、 T2 分别为蜗杆及涡轮上的公称转矩，单位 Nmm； ：导程角 3.194 ：轴向压力角 20 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 27 n：法向压力角 19.971 计算结果： 61 0 . 2 59 . 5 5 1 0 1 1 9 3 . 7 52000T N m m 62 0 . 2 5 0 . 3 8 49 . 5 5 1 0 2 8 4 2 0 . 8 63 2 . 2 5 8T N m m 12 2 1 1 9 3 . 7 5 1 0 6 . 5 82 2 . 4taF F N 12 2 2 8 4 2 0 . 8 6 7 3 3 . 4 47 7 . 5atF F N 12 7 3 3 . 4 4 t a n 2 0 2 6 6 . 9 5rrF F N 7 3 3 . 4 4 7 8 1 . 5 7c o s 1 9 . 9 7 1 c o s 3 . 1 9 4nFN （ 3）零件结构设计 为了节省材料，减轻重量，涡轮采用扇形结构，由于所需的角度为 77.42度，这里为了保证强度与刚度，取中心角为 90 度。 蜗杆、涡轮结构如图 3-4、 3-5。 图 3-4 蜗杆结构 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 28 图 3-5 蜗杆结构 详细参数及技术要求见零件图。 3.1.4 涡轮轴的设计 涡轮轴是与涡轮和曲柄固接的，把涡轮的转矩传给曲柄，其部分在箱体内部，部分在箱体外部。 其结构如图 3-6，详细参数及技术要求见 零件图。 图 3-5 涡轮轴结构 3.1.5 曲柄 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 29 曲柄一端与涡轮轴固接，另一端与执行连杆铰接，随着涡轮的正反转而左右摇摆，推动连杆做直线往复运动。 其结构如图 3-7，详细参数及技术要求见零件图。 图 3-7 曲柄 3.1.6 执行杆 执行杆是推动总泵推杆运动的最终执行件，两端皆采用铰接联接，在平面内做旋转运动。 其结构如图 3-8，详细参数及技术要求见零件图。 图 3-8 执行杆 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 30 3.1.7 轴承的选择 根据蜗杆及涡轮轴的结构以及所受的力来选择轴承。 12 2 1 1 9 3 . 7 5 1 0 6 . 5 82 2 . 4taF F N 12 2 2 8 4 2 0 . 8 6 7 3 3 . 4 47 7 . 5atF F N 12 7 3 3 . 4 4 t a n 2 0 2 6 6 . 9 5rrF F N 蜗杆轴向受力较大，同时圆周力较小，涡轮恰好相反；径向受力两者相同。蜗杆两端的轴承选择圆锥滚子轴承 30204（ GB/T 297-94），涡轮轴两端的轴承选择角接触轴承 7004C（ GB/T 292-94）。 例如：用于蜗杆的圆锥滚子轴承 30204 的报告如下， 蜗杆轴承设计报告 设计参数 径向力 Fr=133.475 (N) 轴向力 Fa=733.44 (N) 轴颈直径 d1=20 (mm) 转速 n=2000 (r/min) 要求寿命 Lh=100000 (h) 温度系数 ft=1 润滑方式 Grease=脂润滑 被选轴承信息 轴承类型 BType=圆锥滚子轴承 轴承型号 BCode=30204 轴承内径 d=20 (mm) 轴承外径 D=47 (mm) 轴承宽度 B(T)=15 基本额定动载荷 C=28200 (N) 基本额定静载荷 Co=30500 (N) 极限转速 (脂 ) nlimz=8000 (r/min) 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 31 当量动载荷 接触角 a=10 (度 ) 负荷系数 fp=1.2 判断系数 e=0.973 径向载荷系数 X=0.4 轴向载荷系数 Y=0.617 当量动载荷 P=607.107 (N) 额定动载荷计算值 C=10165.81 (N) 校核轴承寿命 轴承寿命 Lh=2998306 (h) 验算结果 Test=合格 其余轴承的选取类似，这里不做详细阐述。 3.1.8 传感器选择 传感器是用来检测曲柄旋转角度的，在控制程序中设定参数，当旋转到位时，由传感器检测到信息，反馈到控制中心，然后控制中心 发出电信号，使得电机停止。 选择 北京泰泽科技开发有限公司 型号为 DWQ-BZ-A-90-G 传感器。 具体参数如表 3-1。 表 3-1 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 32 外形尺寸如图 3-9 图 3-9 传感器外形尺寸 3.2 后离合器执行机构设计计算 后离合器执行机构的设计和前离合器结构相同，不同的是参数。具体来说，电机、涡轮蜗杆、曲柄的参数有差别，其余同前离合器。设计思路与方法同上一节，这一节只在不同之处给出结果，其他与上一节相同的内容不再作具体说明，可参考上节。 3.2.1 总体计算 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 33 （ 1） 后离合器：总泵推杆行程为 30mm，分离拨叉 最大分离力为 875N。 （ 2）根据上述条件设计及计算功率、扭矩。 后离合器总泵推力： 0 . 3 8 7 5 2 6 2 . 5FN 泵 取 270FN泵 方案中使得： A、 B、 C、 D 在同一直线上，则 AB 之间的距离为总泵行程 30mm。最大负载出现在 A 和 B 处。取角 AOB 为 58.5 度（参见图 2-3）。 涡轮转速： 5 8 . 5 6 0= = 2 4 . 3 7 5 r / m i n0 . 4 3 6 0n 涡 轮 曲柄的半径为： 35 6 1 . 4s i n ( 2 4 . 3 7 5 / 2 )l mmr 涡轮提供最大的力为： m a x270 3 0 9 . 4 6c o s 2 9 . 2 5 c o s 2 9 . 2 5 NFF泵 涡轮最大转矩扭矩： m a x 3 0 9 . 4 6 0 . 0 6 1 4 1 9 . 0 0l NmT F r 涡 轮 出 涡轮输出功率： 1 9 . 0 0 2 4 . 3 7 5= = = 4 8 . 4 9 W9 . 5 5 0 9 . 5 5 0nTP 涡 轮 出 涡 轮涡 轮 出 选取阿基米德螺线圆柱蜗杆，要实现自锁，则传动效率为 =0.4涡 取四个轴承效率为 0.99，则总效率为 4= 0 . 4 0 . 9 9 = 0 . 3 8 4 总 则蜗杆的输入功率为： 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 34 4 8 . 4 9= = = 1 1 6 . 2 7 W0 . 3 8 4PP 涡 轮 出蜗 杆涡 轮 初设涡轮蜗杆的减速比为 82i 蜗杆转速： 1 2000rpmn ； 涡轮转速： 2 2 4 .3 7 5 r p mn 蜗杆转矩： 29 . 5 5 0 1 1 6 . 2 7 9 . 5 5 0= = = 0 . 5 5 5 N m2000T nP 蜗 杆蜗 杆 3.2.2 电机的选择 根据上述，蜗杆的输入功率 116.27W，蜗杆转速 2000r/min，转矩0.555Nm。 电机的选择 80BLM3A80-01-12V-2000R-120W 直流无刷电机。 电气技术参数 额定功率： 0.12KW 额定电压： 12VDC 40% 额定电流： 13.5A（不大于） 峰值电流： 22.8A 额定力矩： 0.6 N.M 峰值力矩： 1.85 N.M 额定转速： 2000RPM 空载转速： 2400RPM 空载电流： 0.32A（不大于） 极对数： 8 POLES 绝缘等级 : B 级 常态绝缘电阻： 100 兆欧 绝缘介电强度： AC/1500V/1 分钟，泄漏电流不大于 10mA 防护方式： IP55 冷却方式：机体自冷 出线长度： 0.6 米 温升 50K 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 35 电机的结构参数及标准同机械结构参数同直流无刷电机 80BLM3A80-01-12V-2000R-250W，图参见 3-1。 3.2.3 蜗杆涡轮设计 （ 1）蜗杆类型的选择： 蜗杆要实现自锁，低转数、轻载荷，同时要加工方便，价格低廉等。所以选择阿基米德蜗杆，蜗杆头数为 1，右旋，如图 3-2。 （ 2）参数计算及其校核 从圆柱蜗杆、涡轮参数的匹配（ GB 10085 85）中选择推荐的参数，选择传动比 82，中心距 50mm，模数 1mm，蜗杆头数 1，涡轮齿数 82，能够自锁。具体的参数如下报告： 传动参数 蜗杆输入功率： 0.11627kW 蜗杆类型：阿基米德蜗杆 (ZA 型 ) 蜗杆转速 n1： 2000r/min 蜗 轮转速 n2： 24.375r/min 使用寿命： 100000 小时 理论传动比： 82.051 蜗杆头数 z1： 1 蜗轮齿数 z2： 82 实际传动比 i： 82 蜗杆蜗轮材料 蜗杆材料： 45 蜗杆热处理类型：淬火 蜗轮材料： ZCuSn10P1 蜗轮铸造方法：离心铸造 疲劳接触强度最小安全系数 SHmin； 1.1 弯曲疲劳强度最小安全系数 SFmin； 1.2 转速系数 Zn： 0.84 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 36 寿命系数 Zh； 0.793 材料弹性系数 Ze： 147N0.5/mm 蜗轮材料接触疲劳极限应力 Hlim： 425N/mm2 蜗轮材料许用接触应力 H： 257.373N/mm2 蜗轮材料弯曲疲劳极限应力 Flim： 190N/mm2 蜗轮材料许用弯曲应力 F： 158.333N/mm2 蜗轮材料强度计算 蜗轮轴转矩 T2:34.165N.m 蜗轮轴接触强度要求 :m2d1 20.711mm3 模数 m:1mm 蜗杆分度圆直径 d1:18mm 蜗轮材料强度校核 蜗轮使用环境：平稳 蜗轮载荷分布情况：平稳载荷 蜗轮使用系数 Ka： 1 蜗轮动载系数 Kv： 1 蜗轮动载系数 Kv： 1 导程角系数 Y： 0.974 蜗轮齿面接触强度 H:239.456N/mm2，通过接触强度验算！ 蜗轮齿根弯曲强度 F:63.933N/mm2，通过弯曲强度计算！ 几何尺寸计算结果 实际中心距 a： 50mm 齿根高系数 ha*:1 齿根高系数 c*:0.2 蜗杆分度圆直径 d1： 18mm 蜗杆齿顶圆直径 da1： 20mm 蜗杆齿根圆直径 df1： 15.6mm 蜗轮分度圆直径 d2： 82mm 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 37 蜗轮变位系数 x2： 0 法面模数 mn： 0.998mm 蜗轮喉圆直径 da2： 84mm 蜗轮齿根圆直径 df2： 79.6mm 蜗轮齿顶圆弧半径 Ra2： 8mm 蜗轮齿根圆弧半径 Rf2： 10.2mm 蜗轮顶圆直径 de2： 86mm 蜗杆导程角： 3.18 轴向齿形角 x： 20 法向齿形角 n： 19.972 蜗杆轴向齿厚 sx1： 1.571mm 蜗杆法向齿厚 sn1： 1.568mm 蜗杆分度圆齿厚 s2： 1.571mm 蜗杆螺纹长 b1： 15.92mm 蜗轮齿宽 b2： 15mm 齿面滑动速度 vs： 1.888m/s 蜗杆轴向齿距： Pa1=*1=3.14mm 导程： pz=3.14mm （ 3）蜗杆受力分析 计算结果： 61 0 . 1 29 . 5 5 1 0 5 7 32000T N m m 62 0 . 1 2 0 . 3 8 49 . 5 5 1 0 1 8 0 5 3 . 9 12 4 . 3 7 5T N m m 12 2 5 7 3 6 3 . 6 718taF F N 12 2 1 8 0 5 3 . 9 1 4 4 0 . 3 482atF F N 12 4 4 0 . 3 4 t a n 2 0 1 6 0 . 2 7rrF F N 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 38 4 4 0 . 3 4 4 6 9 . 2 4c o s 1 9 . 9 7 2 c o s 3 . 1 8nFN （ 3）零件结构设计 涡轮蜗杆零件形式同前离合器，详细参数及技术要求见零件图。 3.2.4 其他 涡轮轴、曲柄和执行杆的详细参数及技术要求见零件图。轴承选择同前离合器。 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 39 第 4 章 结构设计 本章进行结构设计，主要是根据第三章的计算的结果和零件的设计，进行箱体的设计，各个零件的组装以及各种技 术要求等。前、后离合器的结构相同，以下的结构说明均适用。 4.1 电机 蜗杆结构 电机由转换盖定位，电机轴同蜗杆的联接采用钩头楔键，在蜗杆轴端部钻孔，同电机轴配合，这样就不需要联轴器，结构变得紧凑，同时节省成本。 转换盖既定位了电机，同时对轴承的外圈也起轴向定位作用，其结构如图 4-1。 图 4-1 转换盖 轴承内圈轴向定位由蜗杆的轴肩定位，外圈轴向定位由箱体和转换盖（端盖）共同定位。 圆锥滚子轴承采用面对面形式。轴与轴承的配合采用基孔制过渡配合，轴承与箱体的配合采用基孔制配合，保证工作时轴承既不会随着蜗 杆的旋转而松动，又不因温升而是轴承滚珠变形。 端盖及转换盖采用软质钢片密封。 蜗杆装配如图 4-2 所示，具体装配要求见装配图。 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 40 图 4-2 涡轮装配 4.2 涡轮及涡轮轴 涡轮与轴周向采用键传递扭矩，轴向用轴肩和挡圈定位。轴承采用面对面形式，以承受蜗杆的轴向载荷。传感器联接与电机的链接形式相同。端盖采用软纸钢片密封，轴的密封分别采用旋转轴唇形密封和毡圈密封。结构如图 4-3。 图 4-3 涡轮及轴结构 4.3 箱体及箱盖 箱体是涡轮蜗杆的支撑件，蜗杆穿过箱体，涡轮轴方向采用箱盖结合，材料采用不锈钢 ，其结构如图 4-4、 4-5。 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 41 图 4-4 箱体 图 4-5 箱盖 4.4 曲柄 执行杆 曲柄与蜗轮轴固接，采用挡圈和键定位；执行杆与曲柄用螺栓铰接，间隙配合。执行杆与总泵推杆铰接，总泵推杆同时起导向作用，如图 4-4。 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 42 图 4-4 曲柄连杆 2008 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） 43 第 5 章 全文结论 5.1 总结 在“八五”期间，“电控机械式变速箱”被列入国家火炬预备计划，“九五”期间， A M T 的开发研制和产品化被列入国家科技攻关项目，本文是在这样的背景下设计的。所做工作主要围绕 AMT 自动离合器操纵系统执行机构的设计展开的。 1. 首先介绍 AMT 的发展，然后介绍了自动离合器的发展，指出本文的研究对象是 AMT 自动离合器执行机构，并指出了毕业设计的意义。 2. 根据毕业设计